thiết kế cầu chủ động cho ôtô buýt

Tính bền - Ta chỉ tính ứng suất uốn cho bánh răng chủ động, được tính theo công thức: - Bánh răng côn xoắn truyền lực chính được chế tạo từ thép cac bon trung bình 15HM tôi trong dầu và

Trường đại học Bách khoa Hà Nội

bộ môn ôtô

======  ======

THUYẾT MINH

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ

TÍNH TOÁN ÔTÔ

ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG CHO ÔTÔ BUÝT

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Khắc Trai

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Hải

Líp : 05 BG - 01 Cơ Tin

Hà Nội - 2007

Lời nói đầu

Ngày nay, ôtô ngày càng được sử dụng rộng rãi như một phương tiện giao thông thông dụng Cùng với sự phát triển nhanh chóng của khoa học

kỹ thuật chung, ngành công nghiệp chế tạo ôtô nói riêng đã có những bước phát triển nhanh chóng, vượt bậc với nhiều loại ôtô hiện đại ra đời

Với xu hướng phát triển của ngành ôtô, thì ở Việt Nam đã bắt đầu có những bước tiến Việc lắp ráp ôtô ở trong nước và quan trọng hơn là việc chế tạo được linh kiện đang ngày càng quan tâm hơn

Trong quá trình học tập, em được giao nhiệm vụ thiết kế cầu chủ động cho xe buýt, sau khi đã được trang bị khá đầy đủ kiến thức cơ bản về ôtô khi thực hiện tính toán, sinh viên sẽ hiểu sâu hơn lý thuyết môn tính toán thiết kế cũng như cấu tạo nguyên lý hoạt động của các cụm chi tiết đó

Được sự giúp đỡ tận tình của thầy Nguyễn Khắc Trai và các thầy trong bộ môn em đã hoàn thành nội dung đồ án môn học

Mặc dù đã dành thời gian thích đáng, công phu nhưng trong đồ án không tránh khỏi những thiếu sót, rất mong các thầy và các bạn góp ý chỉ bảo để đồ án môn học và kiến thức chuyên ngành được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn!

I Giới thiệu chung về xe cần thiết kế

Trong đồ án tính toán thiết kế ôtô ta tính toán cầu chủ động cho xe ôtô buýt với trọng tải toàn bộ là: 13000kg

Loại xe thiết kế là loại xe có khả năng đi tốt trên đường bằng, đặc biệt đi trong các thành phố Có khả năng chở được nhiều người, sàn xe thấp, khoảng sáng gầm xe vừa phải, xe không cần tính cơ động cao Xe có động cơ công suất lớn độ bền và độ tin cậy cao cho người sử dụng Do đó

xe thiết kế có khả năng đáp ứng được nhu cầu, đồng thời có thiết kế hình dáng bên ngoài và nội thất bên trong có tính thẩm mĩ cao

Các thông số của xe được thể hiện dưới bảng sau:

Thông số

động cơ

Công suất động cơ Ne/ne (kW/Vg/min)

Mô men động cơ µe/ne (Nm/Vg/min)

142/2800 680/1700 Kích thước

và

khối lượng

Chiều dài cơ sở (m) Chiều rộng cơ sở (m) Khối lượng đầy đủ (kg) Chiều cao trọng tâm đầy tải (m)

4,600 1,800 13000 1,080 Khả năng

sử dông

Tốc độ Vmax (km/h) 95

II Giới thiệu chung về hệ thống truyền lực (HTTL)

Hệ thống truyền lực của ôtô là hệ thống tất cả các cơ cấu nổi từ động

cơ tới bánh xe chủ động, bao gồm cơ cấu truyền, cắt đổi chiều quay, biến đổi giá trị mô men truyền Vậy kết cấu của hệ thống truyền lực là: Ly hợp

→ Hộp sè → Hộp phân phối → Các đăng → Các cầu chủ động → bán trục

→ bánh xe

Trong loại dầm cầu cứng thì vỏ cầu đóng vai trò là dầm cầu

1 Phân loại hệ thống truyền lực

* Phân chia theo hình thức truyền năng lượng: có 5 loại

- HTTL cơ khí gồm có bộ truyền ma sát

- HTTL cơ khí thủy lực gồm các bộ truyền cơ khí và các bộ truyền thủy lực

- HTTL điện từ

- HTTL thủy lực

- HTTL liên hợp

* Phân chia theo đặc điểm biến đổi tỷ số truyền: có 2 loại

- Truyền lực có cấp

- Truyền lực vô cấp

* Phân chia theo phương pháp điều khiển trong thay đổi tốc độ: có 3 loại:

- Điều khiển bằng cầu số

- Điều khiển bán tự động

- Điều khiển tự động

2 Sơ đồ bố trí chung điều khiển truyền lực

1 Động cơ 2 Ly hợp

3 Hộp số 4 Hộp phân phối

5 Cầu chủ động 6 Các đăng

7 Bán trục 8 Bánh xe

1

2 3 4 6

8 7 5

III Tính toán cầu chủ động

- Từ kích thước líp 10.000 - 20 ta tính bán kính của xe

- Bán kính thiết kế

rbx = λ r0 = 0,90 508 = 457,2 (mm)

Với λ : hệ số biến dạng của lốp

A Tính toán chế độ tải trọng

1 Trường hợp 1: Mô men tính từ động cơ truyền xuống

Mtt = Memax ih1 η = 680 6,914 0,9123

⇒ Mtt = 4289 (Nm)(1) (1)

Với

2 Trường hợp 2: Mô men tính theo bán kính

Mtt = Mϕmax

Với: Mϕmax = Gi ϕmax Vbx

⇒ Mtt = Gi ϕmax Vbx

Trong đó: • Gi = 7200.10 = 72000 (N)

Trọng lượng tính toán cho cầu thứ i đang xét

•ϕmax = 0,7 Hệ số bán max theo tính toán

• rbx = 457,2 (mm) = 0,4572 (m)

• i0 = 5,83 tỷ số truyền lực chính

⇒ Mtt = 7200.0,7.0,4572 = 3952 (Nm) (2) (2)

Từ (1) và (2) cho ta giá trị tính toán cần thiết là: 3952 (Nm)

Đây là giá trị tính toán khi đầy tải, nhưng trong quá trình sử dụng không phải lúc nào xe cũng đầy tải Nên ta có chế độ tính toán tải trọng cho bền lâu

= 0,6 Mtt = 0,6 3952 = 2371,2 (Nm)

B Tính toán cầu xe

1 Tính toán truyền lực chính

1.1 Tính chọn kích thước truyền lực chính

- Chọn số răng theo i0 Với xe buýt: chọn Z1 = 6

⇒ Z2 = Z1 i0 = 6 5,83 = 34,98

⇒ Chọn Z2 = 35 răng

- Chọn chiều nghiêng răng và chiều quay cho bánh răng côn xoắn để tránh hiện tượng kẹt răng

+ Với xe buýt chọn: β = 350

- Chọn sơ bộ L dùa theo Mtt⇒ L = 200

- Tính mô đun pháp tuyến bánh răng

mn =

- Ta quy chuẩn mô đun pháp tuyến và dãy tiêu chuẩn để tiện cho việc tính toán ⇒ Chọn mn = 8

- Tính mô đun mặt đầu

ms =

- Chiều rộng bánh răng:

b = 0,3 L = 0,3 200 = 60 (mm)

- Nửa góc côn chia

δ1 = artg

⇒ δ2 = 900 - 9,720 = 80,280

- Góc ăn khớp danh nghĩa: α0 = 200

- Hệ số dịch chỉnh: ξ = 0

- Đường kính vòng chia đáy lớn: Dc = ms Z

Dc1 = ms Z1 = 9,766 6 = 58,59 (mm)

Dc2 = ms Z2 = 9,766 35 = 341,81 (mm)

- Bán kính vòng chia đáy lớn: r =

rc1 = = 29,295 (mm)

rc2 = = 170,905 (mm)

- Bước răng đáy lớn: ts = π.mn

⇒ ts1 = ts2 = π 8 = 25,12 (mm)

- Chiều cao răng đáy lớn: h = 2,25 ms

⇒ h1 = h2 = 2,25 9,766 = 21,97 (mm)

- Đường kính vòng chia đáy lớn

De = Dc + 2hi cos δ1

⇒ De1 = Dc1 + 2h1 cos δ1 = 58,59.2.21,97 cos 9,720

= 101,8 (mm)

De2 = Dc2 + 2h2 cos δ2 = 341,81.2.21,97.cos 80,280

= 349,22 (mm) = 349,22 (mm)

- Kiểm tra khoảng sáng gầm xe

⇒ H = 257,59 (mm) H = 257,59 (mm)

- Khe hở chân răng đáy lớn: C = 0,2 ms

⇒ C1 = C2 = 0,2 9,766 = 1,9532 (mm)

- Chiều cao đầu răng đáy lớn

hc1 = hc2 = ms = 9,766 (mm)

- Chiều cao răng đáy lớn trên vòng chia

⇒ S S1 = S2 =

- Bán kính vòng chia trung bình

rx = ri - 0,5 b sinh δi

⇒ rx1 = r1 - 0,5 60 sin 9,720

= 29,295 - 0,5 60 sin 9,720

= 24,22 (mm)

⇒ rx2 = r2 - 0,5 60 sin 80,280 = 141,33 (mm)

1.2 Tính toán lực tác dụng lên cặp bánh răng truyền lực chính

- Lực vòng tác dụng trên các bánh răng chủ động và bị động

P1 = P2 = = 133875 (N)

- Lực chiều trục Q

Q = P

⇒ Q1 = 102437 (N)

- Lực hướng kính R

= 428803 (N)

1.3 Tính bền

- Ta chỉ tính ứng suất uốn cho bánh răng chủ động, được tính theo công thức:

- Bánh răng côn xoắn truyền lực chính được chế tạo từ thép cac bon trung bình 15HM tôi trong dầu và ram đạt độ cứng

HRC 56 ÷ 65 và độ bền là

[σu] = 700 ÷ 900 (MN/m2) + Kd: Hệ số tải trọng động Kd = 1 ÷ 1,5 ⇒ Kd = 1,1

+ P: lực vòng bán kính tính theo MH

+ h: chiều dài răng theo đường sinh

h =

+ ts: bước răng trên mặt bên tính ở đáy lớn hình côn chia

+ δ: nửa góc côn chia

+ β: góc xoắn răng

σu =

= 903331559 (N/m2)

= 903 (MN/m2)

- Kiểm tra áp lực trên bề mặt răng

K1 = với

⇒ K1 = 1827 (KN/m)

1.4 Tính bền răng theo ứng suất tiếp xúc

Với vật liệu là 15HM thì [σtx] = 1500 ÷ 2500 (MN/m2)

+ P: công suất tính theo chế độ tải trọng trung bình

Lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình

- E : mô men đàn hồi của vật liệu

E = 22.1010 (N/m2)

- rtd1, rtd2 : bán kính tương đương của bánh răng chủ động, bị động

rtd1 =

rtd2 =

- b: chiều dài răng theo đường sinh

- α: góc ăn khớp danh nghĩa điểm giữa răng

σtx = 0,418

= 2139255611 (N)

= 2139 (MN)

TT Tên thông số Ký

hiệu

Đơ

n vị

Công thức tính toán Kết quả

Chủ động

Bị động

2 Tỷ số truyền i0 Z2/ Z1 5,83 5,83

3 Mô đuyn pháp

tuyến

4 Mô đuyn mặt đầu ms mn/ cosβ 9,766 9,766

5 Nửa góc côn chia δ độ

costg 9,72 80,28

6 Góc xoắn răng β độ 35 35

7 Góc ăn khớp α0 độ 20 20

8 Chiều rộng bánh

răng

b mm 0,3L 60 60

9 Hệ số dịch chỉnh ξ Không dịch chuyển 0 0

10 Chiều dài đường

sinh côn chia

L mm 0,5 173 173

11 Đường kính vòng

chia đáy lớn

Dc mm ms Zi 58,49 341,81

12 Bán kính vòng

chia đáy lớn

r mm Dx/2 29,295 170,90

5

13 Bước răng đáy lớn ts mm π mn 25,12 25,12

14 Đường kính vòng

đỉnh đáy lớn

De mm De + 2hi cosδi 101,8 349,22

15 Khe hở chân răng

đáy lớn

C mm 0,2.ms 1,9532 1,9532

16 Chiều cao đầu

răng ở đáy lớn

he mm ms + ξ ms 9,766 9,766

17 Chiều dài răng ở

đáy lớn trên vòng

chia

δ mm 12,56 12,56

18 Chiều cao răng

đáy lớn

hi mm 2,25.ms 21,97 21,97

19 Đường kính vòng

chân răng đáy lớn

pi mm Dc - 2C

20 Bán kính vòng

chia trung bình

rx mm r - 0,5.b.sinδi 24,22 141,33

IV Nguyên lý làm việc của cầu xe

1 Cấu tạo

- Cầu chủ động bao gồm truyền lực chính và vi sai Cả hai cơ cấu

này đặt trong vỏ cầu, ở trên dầm cầu cứng hộp vỏ cầu một phần của dầm

cầu Cầu xe nằm trên hệ treo độc lập vỏ cầu là một khối riêng gắn chặt với

khung, dầm ngang sàn xe hay liền khối với hộp số chính động cơ

a Truyền lực chính

- Gồm bánh răng chủ động và bánh răng bị động, yêu cầu độ cứng

vững cao Truyền lực chính có chức năng:

+ Đảm nhận tỷ số truyền lớn, tăng mô men quay cho bánh xe, tạo nên số vòng quay tối ưu cho chuyển động của ôtô trong khoảng tốc độ của

xe yêu cầu

+ Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực

b Vi sai:

- Gồm bánh răng bán trục, hai hay bốn bánh răng hành tinh

- Thực hiện sự sai lệch tốc độ quay các trục bánh xe khi chuyển động trên đường vòng, đường gồ ghề, đảm bảo dễ dàng điều khiển, hướng chuyển động và không mài mòn lốp xe

- Hạn chế sự trượt quay ở bánh xe khi chênh lệch tốc độ, góc giữa các bánh xe trên cùng một cầu, tạo điều kiện tận dụng lực bám và nâng cao tính kinh tế nhiên liệu

2 Nguyên lý làm việc

a Truyền lực chính

- Bánh răng chủ động (hay bánh răng quả dứa) được nối với hộp số bằng các trục các đăng, khi bánh răng chủ động quay → bánh răng bị động quay làm vỏ vi sai quay theo Chiều truyền lực tùy vào cách đặt động cơ như hình vẽ dưới đây:

b Vi sai

- Bộ vi sai nằm trong lũng bỏnh răng bị động của truyền lực chớnh và gồm:

+ Vỏ vi sai đồng thời là thõn bỏnh răng bị động, hai bỏnh răng mặt trời (bỏnh răng bỏn trục) hai hoặc bốn bỏnh răng hành tinh (bỏnh răng vi sai) trục vi sai, cỏc bỏn trục dẫn ra bỏnh xe phải, trỏi, cỏc đệm tựa lưng cho cỏc bỏnh răng Bỏnh răng vi sai quay trờn tõm trục vi sai và quay cựng vỏ

vi sai

- Cú hai trường hợp làm việc

+ Khi chuyển động thẳng trờn đường bằng phẳng quóng đường lăn của hai bỏnh xe bằng nhau, nếu lực cản trờn hai bỏnh xe như nhau Sẽ làm cho bỏnh răng bỏn trục quay cựng tốc độ, như vậy bỏnh răng hành tinh khụng quay quanh trục của nú, mà mụ men truyền xuống từ vỏ vi sai cần bằng với mụ men cỏn lăn tại vết tiếp xỳc của bỏnh xe tức là:

nt = np = n0 và Mt = Mp = 0,5 M0

nt: tốc độ quay của bỏnh xe trỏi (vũng/phỳt)

np: tốc độ quay của bỏnh xe phải (vũng/phỳt)

n0: tốc độ quay của vỏ vi sai

2

↑

1

3

6 6

2

↑

1

5

6 6

3

↑

a Động cơ đặt dọc a Động cơ đặt ngang

Mt: Mô men trên bánh xe trái

Mp: Mô men trên bánh xe phải

M0: Mô men trên vỏ vi sai

- Có thể hiểu các bánh răng đóng vai trò là chêm truyền lực

Hình 12: Quan hệ động học và động lực học vi sai côn đối xứng

- Khi xe đi trên đường vòng, quãng đường lăn các bánh xe khác nhau, các bánh răng bán trục quay với tốc độ khác nhau hoặc lực cản các bánh xe khác nhau dẫn tới tốc độ góc các bánh răng bán trục khác nhau

- Như vậy bánh răng hành tinh vừa quay quanh trục của nó với tốc

độ góc ωht, mô men truyền từ vỏ vi sai cân bằng với mô men cản đặt tại tâm trục của bánh răng vi sai Mt + Mp Trên bánh răng vi sai do sự không cân bằng của các lực ăn khớp tạo nên mô men quay bánh răng vi sai xung quanh trục của nó với giá trị bằng Mt - Mp Mô men còn lại bằng giá trị Mp

tác dụng cho cả các bánh răng bán trục hai bên

Như vậy Mt = Mp

Nếu np = 2n0 thì nt = 0 vì khi đó bánh răng phải quay gấp đôi Còn bánh xe trải không quay Mặt khác bánh xe bên phải có lực cản rất nhỏ coi

Vp

Vht

Vt

Vp

Vht

Vt

a Khi ®i th¼ng: Vt = Vp

B¸nh r¨ng

b Khi quay vßng: Vt≠ Vp

như = 0 (Mt = 0) Thì Mt = Mp = 0 Do vậy xe không còn khả năng khắc phục lực cản của đường Đó chính là hiện tượng patinê

Quan hệ tổng quát của vi sai là:

nt + n p = 2n 0

n t ≠ n p

M t = M p

Việc sử dụng vi sai đối xứng như trên cho phép các bánh xe quay với tốc

độ khác nhau, hạn chế mài mòn lốp xe, nhưng lại làm xấu khả năng truyền lực của cầu chủ động, đồng thời có thể làm tăng khả năng tiêu hao nhiên liệu của ôtô.

IV Bảo dưỡng cầu chủ động

a Cách tháo lắp cầu

Bước 1: Tháo toàn bộ cụm cầu ra khái xe Về nguyên tắc phải rút bán trục

ra trước.

Bước 2: Tháo bánh răng bị động ra Trước đó tháo hai miếng âm được bắt bởi hai con ốc Sau đó tháo đến nửa vỏ cầu Rồi tháo rời được toàn bộ cụm vi sai

ra và tháo được các bánh răng hành tinh khỏi trục chữ thập

Bước 3: Tiếp theo tháo bánh răng chủ động Sau đó tháo hai hàng ốc ở mặt bích để tháo mặt bích, các ổ bi mang theo bánh răng quả dứa.

Khi lắp vào quá trình diễn ra ngược lại và phải đảm bảo được yêu cầu: + Các ổ bi không được xuất hiện độ dơ dọc

+ Đảm bảo độ ăn khớp bánh răng chủ động, bị động.

b Những hư háng thường gặp và nguyên nhân.

- Cầu chủ động bao gồm phần vỏ cầu và các cặp bánh răng chuyền động lắp bên trong Cho nên quá trình làm việc thường xảy ra các hư háng:

+ Phần vỏ cầu bị rò rỉ dầu, bị rạn nứt, sứt mẻ gây ra tiếng ồn, tiếng gõ khác thường.

+ Sù ăn khớp của các bánh răng truyền lực chính không đúng, khe hở ăn khớp quá lớn cũng gây tiếng ồn khi làm việc, gây giật xe khi thay đổi tốc độ làm việc.

c Công việc kiểm tra bảo dưỡng

* Chuẩn đoán bệnh là phương pháp kiểm tra bảo dưỡng không cần tháo rời các chi tiết Mà chỉ cần dùa vào các dấu hiệu nhận thấy trong quá trình sử dụng.

- Khi xe chạy dùa vào tiếng gõ

+ Dùa vào tần số gõ: kêu nhanh xác định là kê từ hộp số, kêu chậm thì ở các đăng hoặc cầu.

* Cường độ tiếng gõ: nhẹ thì dơ Ýt, mạnh thì dơ nhiều.

- Dùa vào dầu cầu để xác định bệnh:

+ Nhiệt độ dầu cầu bình thường < 50 0 C

+ Mức dầu của cầu: ngập 1/3 bánh răng bị động.

+ Màu dầu: dùa vào màu dầu để xác định xem có tạp chất hay không.

* Ở bảo dưỡng các cấp cao người ta tiến hành kiểm tra độ dưo tổng cộng của cầu chủ động Để xe ở số 0 dùng tay lắc trục các đăng về hai phía sẽ biết được độ dơ của cầu chủ động hay bích cầu chủ động lên kéo phanh tay.

- Dông cụ lấy dấu gồm một giá đỡ và một làm chỉ vạch dấu Dùng tay quay bánh xe hết về một phía dùng dụng cụ lấy dấu trên vành bánh xe Sau đó quay bánh xe theo chiều ngược lại đến lúc cảm thấy nặng thì dừng lại và lấy dấu Khoảng dịch chuyển này là độ dơ tổng cộng so sánh với tiêu chuẩn:

+ Xe mới khoảng (18 ÷ 25) (mm)

+ Xe cũ khoảng (25 ÷ 45) (mm)

Nếu độ dơ tổng cộng lên hơn mức cho phép ta phải kiểm tra, điều chỉnh các bộ phận trong cầu chủ động.

* Kiểm tra, điều chỉnh độ dơ dọc trục của ổ bi, trục chủ động, bánh răng truyền lực chính.

- Trước khi kiểm tra tháo các bu lông lắp ghép giữa các bích khớp với các đăng, với mặt bích trục Răng chủ động tháo khỏi bánh răng chủ động ra khỏi vỏ cầu.

- Dùng hai tay cầm mặt bích trục kéo ra đẩy vào nếu cảm thấy dơ hoặc dùng đồng hồ so đặt trên bàn rò nếu dơ thì tì tay vào mặt bích kéo ra, đẩy vào nếu thấy khe hở ≥ 0,1 (mm) ta phải điều chỉnh độ dơ.

- Điều chỉnh ổ bi nếu bị dơ ta thay đổi các tấm đệm điều chỉnh theo nguyên tắc bớt căn đệm sẽ giảm độ dơ và ngược lại Khi điều chỉnh có thể xảy ra

độ dơ hết nhưng ổ bi quá chặt gây lực cản lớn nên người ta dùng lực kế móc vào

lỗ bu lôngmặt bích kéo xoay trục với khoảng lực ≤ (2 ÷ 3) kg tương ứng với mô men quay trục bằng (0,1 ÷ 0,35) kgm (1,0 ÷ 2,3) Nm.

* Kiểm tra điều chỉnh độ dơ của ổ bi vá vi sai cũng được kiểm tra với tiêu chuẩn mô men như đối với ổ bi trục chủ động.

* Kiểm tra điều chỉnh khe ăn khớp (khe hở cạnh) của cặp bánh răng côn xoắn truyền lực chính.

- Dùng dây chì mỏng kẹp vào giữa các mặt bên của các răng ăn khớp.

- Quay bánh răng theo một chiều sau đó lấy dây chì ra đo được chiều dày

* Kiểm tra sự ăn khớp (tiếp xúc) của cặp bánh răng côn xoắn truyền lực chính bằng cách:

động (bánh răng quả dứa) một líp sơn mỏng Hãm bánh răng chủ động với một lực để kiểm tra sự ăn khớp tương ứng với cỡ tải trọng nhỏ.

- Quay bánh răng bị động về hai phía, quan sát vết tiếp xúc của cặp bánh răng qua líp sơn trên bánh răng để so sánh với tiêu chuẩn và điều chỉnh cho đúng.

- Thông thường vết tiếp xúc phải đạt tới 2/3 chiều dài răng.

- Nếu không điều chỉnh để vết tiếp xúc giữa hai bánh răng đạt yêu cầu thì cần thay thế hay có các biện pháp kỹ thuật khắc phục